卧式铣床主传动三维设计【三维PROE】 X6132万能升降台铣床主轴箱设计【全套CAD图纸+毕业论文答辩资料】

需要购买对应 纸  咨询 14951605 买对应的 纸  14951605 或 1304139763 宁学  毕业设计 (论文 ) 卧式升降台主传动系统设计  所在学院   专    业   班    级   姓    名   学    号   指导老师   年    月    日  需要购买对应 纸  咨询 14951605    要  本设计着重研究卧式铣床主传动系统的设计步骤和设计方法，根据已确定的运动参数以变速箱展开图的总中心距最小为目标，拟定变速系统的变速方案，以获得最优方案以及较高的设计效率。在机床主传动系统中，为减少齿轮数目，简化结构，缩短轴向尺寸，用齿轮齿数的设计方法是试算，凑算法，计算麻烦 且不易找出合理的设计方案。本文通过对主传动系统中三联滑移齿轮传动特点的分析与研究，绘制零件工作图与主轴箱展开图及剖视图。  关键词 :传动系统设计 ,传动副，结构网，结构式  需要购买对应 纸  咨询 14951605 he on to to of as to to as as In in to of is is a to to a on a    录  摘   要  . .    录  .  1 章  绪论  . 1 第 2 章  铣床参数的拟定  . 2 床主参数和基本参数  . 2 定级数主要其他参数  . 2 定主轴的各级转速  . 2 电机功率 动力参数的确定  . 2 定结构式  . 2 定结构网  . 4 制转速图和传动系统图  . 4 定各变速组此论传动副齿数  . 6 第 3 章  传动件的 计算  . 9 传动设计  . 9 d . 9 . 10 . 10 的基准长度并验算小轮包角  . 11 z . 12 . 错误 !未定义书签。  置  . 12 . 13 算转速的计算  . 14 轮模数计算及验算  . 15 动轴最小轴径的初定  . 18 第 4 章  主要零部件的选择  . 20  V 承的选择  . 20 的规格  . 20 轴弯曲刚度校核  . 20 承校核  . 错误 !未定义书签。  滑与密封  . 21 第 5 章   摩擦离合器 (多片式 )的计算  . 22 构设计  . 23 开图设计  . 23 面图及轴的空间布置  . 24 件验算  . 24 轴刚度  . 24 动轴刚度  . 29 轮疲劳强度  . 32 第 6 章  主轴箱结构设计及说明  . 35 构设计的内容、技术要求和方案  . 35 开图及其布置  . 35 结束语  . 36 参考文献  . 37  1 第 1 章  绪论  机床技术参数有主参数和基本参数，他们是运动传动和结构设计的依据，影 响到机床是否满足所需要的基本功能要求，参数拟定就是机床性能设计。主参数是直接反映机床的加工能力、决定和影响其他基本参数的依据，如车床的最大加工直径，一般在设计题目中给定，基本参数是一些加工件尺寸、机床结构、运动和动力特性有关的参数，可归纳为尺寸参数、运动参数和动力参数。  通用车床工艺范围广，所加工的工件形状、尺寸和材料各不相同，有粗加工又有精加工；用硬质合金刀具又用高速钢刀具。因此，必须对所设计的机床工艺范围和使用情况做全面的调研和统计，依据某些典型工艺和加工对象，兼顾其他的可能工艺加工的要求，拟定机床技术 参数，拟定参数时，要考虑机床发展趋势和同国内外同类机床的对比，使拟定的参数最大限度地适应各种不同的工艺要求和达到机床加工能力下经济合理。  机床主传动系因机床的类型、性能、规格和尺寸等因素的不同，应满足的要求也不一样。设计机床主传动系时最基本的原则就是以最经济、合理的方式满足既定的要求。在设计时应结合具体机床进行具体分析，一般应满足的基本要求有：满足机床使用性能要求。首先应满足机床的运动特性，如机床主轴油足够的转速范围和转速级数；满足机床传递动力的要求。主电动机和传动机构能提供足够的功率和转矩，具有较高的传动 效率；满足机床工作性能要求。主传动中所有零部件有足够的刚度、精度和抗震性，热变形特性稳定；满足产品的经济性要求。传动链尽可能简短，零件数目要少，以便节约材料，降低成本。  题目：卧式升降台主传动系统设计  参数（规格尺寸）和基本参数如下：  1、 机额定功率p=4kw,320r/z=17,电动机转速 440r/比 =    2 第 2 章  铣床参数的拟定  床主参数和基本参数  铣床的主参数（规格尺寸） 和基本参数如下：  2、 机额定功率p=4kw,320r/z=17,电动机转速 440r/比 =   定级数主要其他参数  定主轴的各级转速  依据题目要求选级数 Z=17，  =虑到设计的结构复杂程度要适中，故采用常规的扩大传动。各级转速数列可直接从标准的数列表中查出， 按标准转速数列为：  3,67,85,106,70,212,267， 335， 425， 535， 670， 850， 1060， 1320 电机功率 动力参数的确定  合理地确定电机功率 N，使机床既能充分发挥其性能，满足生产需要，又不致使电机经常轻载而降低功率因素。  根据题设条件电机功率为 4定功率为 4载转速为 1440r/定结构式  对于 Z=17 可按照将主轴转速级数 18Z 分解因子，可能的方案有：  第一行  9218       2918  第二行  23318     32318     33218  在上面的两行方案中，第一行方案是由 11 对传动副组成的两个变速组，这两个变速组串联构成了主轴的 17 级转速。这样的方案能够省掉一根轴，但有一个传动组内将出现 9个传动副。假如用一个九联滑移齿轮，那么轴向尺寸会增大。假如采用若干个双联滑移齿轮与若干个三联滑移齿轮组 合使用，那么，为了防止各滑移齿轮同时啮合，操纵机构必须实现互锁。综上所述，第一行中的方案一般不采用。  对于第二行中的三个方案，将出现三个变速组，每个变数组中有 2个或者 3个传动 3 副。我们能够采用双联或者三联滑移齿轮来变速。该行方案中总的传动副数最少，轴向尺寸较小，操纵机构也相对简单。因此，在主轴转速为 18 级的分级变速系统设计中，通常采用第二行中的方案。  根据公式9550可得，传动件所传递的功率 。一 般情况下，从电动机到主轴为降速传动。即所谓的“近电机高转速”，从而计算转速 较高，那么需要传递的转矩就较小，尺寸也较小。根据传动副的“前多后少”原则，即将传动副较多的变速组安排在靠近电动机处，这样可以多些小尺寸的零件，少些大尺寸的零件，不仅可以节省材料，还可以使变速箱结构紧凑。因此，对于第二行中的三种方案，我们通常采用 23318 的方案，它表示该传动系统是由 3个变速组共 8对传动副组成（不包含可能的定比传动副）。  在方案 23318 中，由于基本组与扩大组之间的排列顺序不同，又将衍生出 6种不同的方案。 6种方案的结构式如下：   1 126 23318       2 316 23318       3 162 23318   4 361 23318       5 931 23318       6 913 23318  在这 6个方案中，首先应对各个方案变速组的变速范围进行验算。在一般情况下，变速范围最大的是最后一个扩大组，所以只需要对最后一个扩大组的变速范围进行校验。  设计机床的变速系统中，在降速传动时，为了避免从动齿轮的直径过大而使径向尺寸随之增大，通常使传动副的最小传动比 4/1i 。在升速传动中，防止产生过大的噪声与震动，通常使传动副的最大传动比 2i。对于斜齿圆柱齿轮传动比较平稳，所以取 i。故，在一般情况下变速组的变速范围应满足以下条件：  108)/(m a xm a x  1 、 2 、 3 、 4 这四种方案中，最后一个扩大组都是 63 ，其变速范围：  m a 3()13()1(2 rr 以不满足传动组的极限变速范围要求。  在 5 、 6 这两种方案中，最后一个扩大组都是 92 ，其变速范围：   4 )12()1(2 22   满足传动组的极限变速范围要求。根据中间轴变速范围最小的原则，即“前密后疏”，方案 5 为最佳方案，结构式为： 931 23318 。  定结构网  画出结构网如下： (变速系统共需 4根 轴，其中轴为主轴 )                                                          13                    3                    92  图 3构网  制转速图和传动系统图  （ 1）选择电动机：采用  （ 2）绘制转速 图：   5 （ 3）画主传动系统图。根据系统转速图及已知的技术参数，画主传动系统图如图 2 1 (m+D) 轴最小齿数和 :+D/m)  6 图 2主传动系统图  定各变速组此论传动副齿数  (1)100型机床 02)直齿圆柱齿轮 18 7） 齿轮齿数的确定。变速组内取模数相等， 据设计要求 1820,齿数和 00 120，由表 据各变速组公比，可得各传动比和齿轮齿数，各齿轮齿数如表2 （ 1）       确定各变速组内齿轮齿数  由以上确定的各个传动比，根据参考文献 1表 5：   1  1     ，     1， ， 58， 60， 62， 64， 66， 68， 70， 72， 74， 76，   7 时， ， 56， 59， 61， 63， 65， 66， 68， 70， 72， 74，  时， 57， 59， 60， 62， 65， 67， 70， 72， 73， 75，  可知， 70和 72是共同适用的，可取 72。再由参考文献 1表 536、 32和 28。则：  28/44/3 ' ； 32/40/2 ' ； 32/40/2 '   2   ，   2，     时， ， 70， 72， 74， 75， 77， 79， 81， 82， 83， 84，  时， ， 70， 72， 73， 75， 77， 78， 80， 82， 83， 85，  时， ， 66， 67， 70， 71， 75， 79， 80， 83， 84， 87，  可取 83，查出齿轮齿数为： 37、 32、和 20。  46/37/2 ' ； 32/51/2 ' ； 20/63/3 '   3  411i 6 ，   12i 341， 80， 84， 85， 95， 96， 99， 100， 104， 105，  12， ， 92， 93， 95， 96， 98， 99， 101， 102， 104，   8 可取 99，查出齿轮齿数为： 24和 33。则：  24/75/2 ' ； 66/33/2 '   9 第 3 章  传动件的计算  传动设计  输出功率 P=4速 440r/70r/计算设计功率 Pd 表 3作情况系数原动机   类   类  一天工作时间 /h 101016 16101016 16载荷  平稳  液体搅拌机；离心式水泵；通风机和鼓风机（ ）；离心式压缩机；轻型运输机  荷  变动小  带式运输机（运送砂石、谷物），通风机（ ）；发电机；旋转式水泵；金属切削机床；剪床；压力机；印刷机；振动筛  荷  变 动较大  螺旋式运输机；斗式上料机；往复式水泵和压缩机；锻锤；磨粉机；锯木机和木工机械；纺织机械  荷  变动很大  破碎机（旋转式、颚式等）；球磨机；棒磨机；起重机；挖掘机；橡胶辊压机  据 稳 ，两班工作制（ 16小时），查机械设计 ，   10 取  1 . 1 4 4 . 4 k  e  P k W 普通  械设计 3 11选取。  图 3据算出的 小带轮转速 1440r/查图得： d d=80 100 可知应选取 带。  由机械设计 3 7查得 ，小带轮基准直径为 80 100取 10075 295表 13 表 3带带轮最小基准直径Y Z A B C D E 0 75 125 200 355 500 21211440 = 2 . 0 1 4 , = 1 0 0 2 . 0 1 4 = 2 0 1 m 由机械设计查“ 得20011  误差验算传动比：21200= 2 . 0 4 1(1 ) 1 0 0 (1 2 % )d 误（ 为弹性滑动率）  误差112 . 0 4 1 21 0 0 % 1 0 0 % 2 . 0 2 % 5 %2 误   符合要求    带速  1 1 0 0 1 4 3 0v = 7 . 4 3 /6 0 1 0 0 0 6 0 1 0 0 0 满足 5m/以宜选用  总之，小带轮选 带轮选择  带轮的材料：选用灰铸铁，  定带的张紧装置  选用结构简单，调整方便的定期调整中心距的张紧装置。   13 由机械设计  13 12 查得， A 型带的初拉力 面已得到1a =z=3，则1a 1 6 5 . 1 72 s i n = 2 3 1 2 3 . 3 1 s i n N = 7 3 3 . 6 7 z F 对带轮的主要要求是质量小且分布均匀、工艺性好、与带接触的工作表面加工精度要高，以减少带的磨损。转速高时要进行动平衡，对于铸造和焊接带轮的内应力要小 , 带轮由轮缘、腹板（轮辐）和轮毂三部分组成。带轮的外圈环形部分称为轮缘，轮缘是带轮的工作部分，用以安装传动带，制有梯形轮槽。由于普通 0 ，为了适应 V 带在带轮上弯曲时截面变形而使楔角减小，故规定普通 V 带轮槽角  为 32 、34 、 36 、 38 （按带的型号及带轮直径确定），轮槽尺寸见表 7在轴上的筒形部分称为轮毂，是带轮与轴的联接部分。中间部分称为轮幅（腹板），用来联接轮缘与轮毂成一整体。  项目   符号   槽型   Y  Z  A  B  C  D  E  基准宽度   b p  基准线上槽深   h 基准线下槽深   h 槽间距   e  8 12 15 19  37  第一槽对称面至端面的距离   f 6  7  9  16  23  28   14 最小轮缘厚    5  6  10  12  15  带轮宽   B  B =( z e + 2 f   z 轮槽数   外径   d a   轮  槽  角  32  对应的基准直径  d d   60  -  -  -  -  -  -  34  -   80   118   190   315  -  -  36  60  -  -  -  -   475   600  38  -    80    118    190    315    475    600  极 限偏差   1   表 3通 自  辐）结构的不同分为以下几种型式：   （ 1）  实心带轮：用于尺寸较小的带轮 (3)，如图 3   （ 2）  腹板带轮：用于中小尺寸的带轮 ( 300 )，如图 3  （ 3）  孔板带轮：用于尺寸较大的带轮 (d)  100  )，如图 3 （ 4）  椭圆轮辐带轮：用于尺寸大的带轮 ( 500 )，如图 3 （ a）               （ b）              （ c）                  （ d）  图 3轮结构类型  根据设计结果，可以得出结论：小带轮选择实心带轮，  如图（ a） ,大带轮选择腹板带轮如图（ b）  算转速的计算  （ 1）主轴的计算转速 公式 nj=3/( z 得，主轴的计算转速  取 100r/ (2). 传动轴的计算转速    15 轴 3=400 r/  轴 2=630 r/ 1=800r/ （ 2）确定各传动轴的计算转速。  表 3各轴计算转速  （ 3）  确定齿轮 副的计算转速。 3 表 3齿轮副计算转速  序号  00 630 630 400 轮模数计算及验算  （ 1）模数计算。 一般同一变速组内的齿轮取同一模数 ，选取负荷最重的小齿轮，按简化的接触疲劳强度公式进行计算，即 63383 221 )1( 可得各组的模数，如表 3示。  表 3模数  （ 2） 基本组齿轮计算 。  基本组齿轮几何尺寸见下表  齿轮  1   2   3 齿数  32 40 28 56 24 48 分度圆直径  96 120 84 168 72 144 轴  号    轴    轴    轴  计算转速  r/          800 630 400 组号  基本组  第一扩大组  第二扩大组  模数          3 3 16 齿顶圆直径  102 126 90 174 78 150 齿根圆直径  宽  24 24 24 24 24 24 按基本组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240算如下：    齿面接触疲劳强度计算：  接触应力验算公式为   P  n )()1(102088 3218弯曲应力验算公式为：   P   )(101 9 12 3215  式中   这里取  r/. ; , m=3（ ;  数；  K    17 里取 T=15000h.; 1n r/ 0触载荷取0C= 710 ，弯曲载荷取0C= 6102  触载荷取 m=3；弯曲载荷取 m=6;  【 5】 2 上， 取 【 5】 2 上，取 【 5】 2 上，  3K=K  【 5】 2 上，取 2K =1 1K  【 5】 2 上， 1K =1       【 5】 2 上， Y= j ,查 【 4】，表 4 j =650   w 查 【 4】，表 4 w =275  根据上述公式，可求得及查取值可求得：  j=635   jw=78 w（ 3） 扩大组齿轮计算 。  第一扩大组  齿轮几何尺寸见下表  齿轮  4   5 6 齿数  46 37 32 51 20 63 分度圆直径  138 111 96 153 60 189  18 齿顶圆直径  144 117 102 159 66 195 齿根圆直径  宽  24 24 24 24 24 24 第二扩大组齿轮几何尺寸见下表   齿轮  5 6 齿数  66 33 24 75 分度圆直径  231 4 顶圆直径  238 1 根圆直径  宽  24 24 24 24 按扩大组最小齿轮计算 。 小齿轮用 40质处理，硬度 241286均取 260齿轮用 45 钢，调质处理，硬度 229286均取 240 同理根据基本组的计算，  查文献 【 6】， 可得      K= 2K =1， 1K =1， m=355；  可求得：  j=619   jw=135 w动轴最小轴径的初定  由【 5】式 6，传动轴直径按扭转刚度用下式计算：  d=4  19 或            d=91 4   式中     N*    T=9550000；   = 01 。  各轴最小轴径如表 3 表 3最小轴径  轴  号    轴    轴  最小轴径          35 40  20 第 4 章  主要零部件的选择   承的选择  带轮靠近段安装双列角接触球轴承代号 7007C 另一安装 深沟 球轴承 6012 称布置 深沟 球轴承 6009 端安装双列角接触球轴承代号 7015C   另一安装端角接触球轴承代号 7010C 中间布置角接触球轴承代号 7012C 的规格   错误 !未找到引用源。 =10 未找到引用源。  未找到引用源。  =8             错误 !未找到引用源。 =14轴弯曲刚度校核  （ 1）主轴刚度符合要求的条件如下：  a 主轴的前端部挠度 0 . 0 0 0 2 5 2 5 0 . 1 0 5 b 主轴在前轴承处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 轴 承 c 在安装齿轮处的倾角 0 . 0 0 1 r a d容 许 值 齿  (2)计算如下：  前支撑为双列圆柱滚子轴承，后支撑为角接触轴承架立放圆柱滚子轴承跨距L=450当量外径     21 =  52 1 1 04 5 0 主轴刚度：  因为 di/5/285=以孔对刚度的影响可忽略；   21 4442410)110450(03)()(103 442kN/度要求：主轴的刚度可根据机床的稳定性和精度要求来评定  承校核   61010 ( ) 1 7 6 3 960 滑与密封  主轴转速高，必须保证充分润滑，一般常用单独的油管将油引到轴承处。  主轴是两端外伸的轴，防止漏油更为重要而困难。防漏的措施有两种：  1）密封圈 加密封装置防止油外流。  2）疏导 在适当的地方做出回油路，使油能顺利地流回到油箱。   22 第 5 章   摩擦离合器 (多片式 )的计算  设计多片式摩擦离合器时，首先根据机床结构确定离合器的尺寸，如为轴装式时，外摩擦片的内径 d 应比花键轴大 2 6摩擦片的外径 D 的确定，直接影响离合器的径向和轴向尺寸，甚至影响主轴箱内部结构布局，故应合理选择。  摩擦片对数可按下式计算  Z 2 f 20Dbp 式中   摩擦离合器所传递的扭矩（ N ；  955 410955 410 3 00 510 （ N ;  电动机的额定功率（    安装离合器的传动轴的计算转速（ r/；   从电动机到离合器轴的传动效率；  K 安全系数，一般取  f 摩擦片间的摩擦系数，由于磨擦片为淬火钢，查机床设计指导表2 f= 0D 摩擦片的平均直径（ ; 0D=（ D+d） /2 67b 内外摩擦片的接触宽度（ ；  b=（ ；  p 摩擦片的许用压强（ N/ 2 ；  p 0vK mK   基本许用压强（ 查机床设计指导表 2   速度修正系数  02 410 =m/s）  根据平均圆周速度床设计指导表 2   接合次数修正系数，查机床设计指导表 2   摩擦结合面数修正系数，查机床设计指导表 2   23 所以  Z 2 f 20Dbp 2 510  267 23 11                 卧式铣床反向离合器所传递的扭矩可按空载功率损耗般取  11 最后确定摩擦离合器的轴向压紧力 Q，可按下式计算：  Q=0 20) 267 23 510  式中各符号意义同前述。